磁懸浮空壓機葉輪結構強度分析及優化設計

關鍵詞：磁懸浮空壓機；葉輪；結構優化；強度仿真中圖分類號：TS73 文獻標識碼：A DOI：10. 11980/j. issn. 0254-508X. 2025. 05. 021

Structure Strength Analysis and Optimization Design of Magnetic Levitation Air Compressor Impeller

JI Ling* LI Yu WANG Benyi AN Ran QIAO Wei YU Bin（CRRC Dalian Institute Co.，Ltd.，Dalian，Liaoning Province，116000）（*E-mail：2590702807@qq. com）

Abstract：The structural strength of the impeller was analyzed by the finite element analysis method and the influence trend of the impeller structure on the stress and deformation was also discussed based on the semi-open impeller of a magnetic levitation air compressor. Accord‐ ing to the influence trend of the impeller structure on the stress and deformation，the impeller wheel thickness，the wheel relative position， the impeller sealing tooth angle，the radius of the back root of the impeller，the radius of the hub and the radius of impeller bore were adjust‐ ed. The maximum equivalent stress of the impeller after optimization decreased by 34. 5%；the maximum radial stress decreased by 38.7% ； maximum circumferential stress decreased by 8. 2% ；the maximum radial deformation decreased by 16. 3% ；the maximum axial deformation decreased by 6. 1% ；the minimum axial deformation decreased by 10.5% . The static strength of the impeller at the highest speed met the re‐ quirements of the design criteria，the deformation met the installation requirements，and the structural design of the impeller had good refer‐ ence significance.

Key words：magnetic levitation air compressor；impeller；structural optimization；intensity simulation

“十四五”期間，節能環保產業作為綠色發展的重要支撐，在助力實現雙碳目標的過程中迎來重大發展機遇[1]。造紙過程的許多環節都需要壓縮空氣，空壓機是保證造紙過程連續穩定的重要設備之一[2-4]。空壓機作為一大耗能設備，推動其技術提升及產品升級改造符合節能環保需求至關重要。相比造紙工業常用的傳統螺桿空壓機，磁懸浮空壓機作為新一代節能環保產品，具有流量大、能耗少、噪音小和維護成本低等特點，可有效降低造紙生產成本，符合國家“十四五”戰略規劃[5-7]。

葉輪是磁懸浮空壓機的關鍵部件，直接影響磁懸浮空壓機運行的效率及安全[8]。葉輪壓比高，工作轉速高，需要對葉輪進行強度與剛度校核，確保葉輪強度滿足材料要求、變形符合安裝要求[9]。本研究基于某磁懸浮空壓機葉輪，運用有限元分析方法對葉輪強度進行分析，探討葉輪的應力及位移變化趨勢，以期為葉輪結構的優化設計提供指導建議。

1 葉輪模型

在磁懸浮空壓機中，第一級葉輪因具有最高的壓比和最大的尺寸而被選為研究對象。該葉輪采用2618鋁合金材料，并設計有9組長短葉片，材料力學性能參數如表1 所示。圖1 為磁懸浮空壓機葉輪安裝結構示意圖。由圖1 可知，葉輪通過1 個雙頭螺柱安裝在電機主軸上，葉輪尾部插入電機主軸內，使得葉輪后端面與主軸前端面接觸。最后，通過擰緊前端的螺母，將葉輪固定在電機主軸上。

表1 力學性能參數Table 1 Mechanical properties parameters

圖1 磁懸浮空壓機葉輪安裝結構

Fig. 1 Magnetic levitation air compressor impeller mounting structure

2 有限元分析

圖2 為葉輪模型。根據葉輪周期性對稱特性，采用1/9 扇塊建立實體模型并導入有限元分析軟件AN‐SYS Workbench 中，采用非結構化實體單元劃分網格[10]。在曲率變化處、結構窄薄處、倒圓處和彎曲區域等位置網格局部加密，并進行網格無關性驗證[11-12]。葉輪最高轉速為 35000r/min ，葉輪運轉過程中，忽略溫度場和氣動載荷的影響，只施加離心力[13-14]。葉輪內孔與雙頭螺柱配合處施加周向約束，葉輪前端、后端施加軸向約束，并在前端面選取一點全約束以消除剛體位移。

圖2 葉輪模型

Fig. 2 Impeller model

經仿真計算，葉輪的應力云圖如圖3 所示，應力計算結果如表2 所示。由圖3 和表2 可知，葉輪最大等效應力的安全系數為1.08，計算安全裕度不滿足考核要求；最大徑向應力甚至超過材料抗拉強度極限（ （379MPa ），因此，需調整葉輪結構以確保葉輪強度滿足考核要求。

葉輪的變形圖如圖4 所示，位移計算結果如表3所示。為保證葉輪高速旋轉時不與殼體發生剮蹭，葉輪的變形不宜較大。考慮熱變形和間隙余量，葉輪徑向變形不應超過 0.15mm ，軸向變形（正向）不應超過 0.4mm ，軸向變形（負向）不應超過 0.25mm 。由圖4 和表3 可知，葉輪變形較大，接近限值，為保證變形裕量，調整葉輪結構，減小葉輪變形，增大剛度，以符合安裝要求。

3 優化設計

為降低葉輪的應力，減小葉輪變形，對葉輪結構進行優化設計，保證優化后葉輪的強度滿足設計準則的要求，變形符合安裝要求。葉輪最大等效應力和最大徑向應力的計算安全裕度不滿足考核要求，葉輪變形接近變形限值，因此，以葉輪的最大等效應力、最大徑向應力和葉輪變形為優化目標。

考慮到空壓機的氣動性能，在葉輪結構優化過程中不改變葉片成型規律，避免改變葉輪內部流道引起氣動性能的變化[15]。葉輪的結構優化主要包括以下幾部分：葉輪盤厚 L₁ 、葉輪輪盤相對位置 L₂ 、葉輪密封齒角度 D_?1 、葉輪后背根部倒圓半徑 R₁ 、臍子半徑 R₂ 和葉輪內孔半徑 R₃ 、 R₄ ，葉輪輪盤優化示意圖如圖5所示。

3. 1 調整葉輪輪盤厚度

選取 5 組葉輪輪盤厚度值，分別為 2.5、3.5、4.5、5.5 和 6.5mm ，計算葉輪輪盤厚度不同的葉輪應力及變形。圖6 為調整輪盤厚度的應力及變形對比圖。由圖6可知，隨著葉輪輪盤厚度增加，葉輪的最大等效應力 σ_eq 、最大徑向應力 σ_r 和最大徑向位移D_rmax"、最大軸向位移 D_zmax"、最小軸向位移的絕對值|D_zmin| 均呈上升趨勢。葉輪輪盤厚度減小，葉輪質量降低，離心力減小，葉輪的應力和變形降低。為降低葉輪的應力和變形，應減小葉輪輪盤厚度。

圖3 葉輪應力云圖

表2 葉輪應力計算結果及儲備系數

Table 2 Impeller stress calculation results and reserve coefficient

圖4 葉輪變形云圖

Fig. 4 Impeller deformation nephogram

3. 2 調整葉輪輪盤相對位置

選取5 組葉輪輪盤距電機配合處的距離值，分別為 1.0、1.5、2.0、2.5 和 3.0mm ，計算葉輪輪盤不同相對位置處的葉輪應力及變形。圖7為調整葉輪輪盤相對位置的應力及變形對比圖。由圖7可知，隨著葉輪輪盤距電機配合處距離的增加，葉輪的應力和變形均呈上升趨勢。葉輪輪盤距電機配合處距離的減小，葉輪質量降低，離心力減小，葉輪的應力和變形處于較低水平。為降低葉輪的應力和變形，應減小輪盤與電機配合處的距離。

表3 葉輪位移（直徑方向和軸向）計算結果

Table 3 Impeller displacement （diameter and axial direction） calculation results

圖5 葉輪輪盤優化示意圖

3. 3 調整葉輪密封齒角度

選取5 組葉輪密封齒角度，分別為 3.0^° 、 3.5^° 、4.0^° 、 4.5^° 和 5.0^° ，計算密封齒不同角度下的葉輪應力及變形。圖8為調整葉輪密封齒角度的應力及變形對比圖。由圖8可知，隨著密封齒的角度增加，葉輪的應力、最大徑向位移和最大軸向位移均呈上升趨勢；最小軸向位移的絕對值呈下降趨勢。葉輪密封齒的角度減小，會改變葉輪質心位置，從而導致離心力減小，葉輪的應力降低。為降低葉輪的應力和徑向變形，應減小葉輪密封齒角度。

3. 4 調整葉輪后背根部倒圓半徑

選取5 組葉輪后背根部倒圓半徑值，分別為0.5、1.0、1.5、2.0 和 2.5mm ，計算不同倒圓半徑下的葉輪應力及變形。圖9為調整葉輪倒圓半徑的應力及變形對比圖。由圖9可知，隨著倒圓半徑增大，葉輪的應力和變形均呈下降趨勢。增大葉輪后背根部倒圓半徑，應力集中減弱，葉輪的應力和變形降低。為降低葉輪的應力和變形，應增大葉輪后背根部倒圓半徑。

3. 5 調整葉輪臍子半徑

選取5組臍子半徑值，分別為20、22、24、26和28mm ，計算不同臍子半徑下的葉輪應力及變形。圖10 為調整葉輪臍子半徑的應力及變形對比圖。由圖10 可知，隨著臍子半徑增大，葉輪的應力呈上升趨勢；葉輪的變形呈下降趨勢，但變化不明顯。臍子半徑減小，葉輪質量降低，離心力減小，葉輪的應力相對較低。為降低葉輪的應力，應減小葉輪的臍子半徑。

圖6 調整葉輪輪盤厚度的應力及變形對比圖

Fig. 6 Stress and deformation contrast diagram for adjusting the impeller disk thickness

Fig. 7 Stress and deformation contrast diagram for adjusting the impeller disk relative position

圖7 調整葉輪輪盤相對位置的應力及變形對比圖

圖8 調整葉輪密封齒角度的應力及變形對比圖

圖9 調整葉輪根部倒圓半徑的應力及變形對比圖

Fig. 9 Stress and deformation contrast diagram for adjusting the impeller inverted circle radius

3. 6 調整葉輪內孔

經仿真對比，調整葉輪內孔前3 段的半徑和各段長度對葉輪應力及變形影響不大，故不進行列舉分析。選取5 組葉輪內孔第4 段的半徑，分別為8、9、10、11 和 12mm ，計算不同半徑下的葉輪應力及變形。圖11為調整葉輪內孔半徑的應力及變形對比圖。由圖11（a）～圖11（b）可知，隨著內孔半徑增大，葉輪的應力和最大徑向位移呈上升趨勢，軸向位移呈下降趨勢，但位移變化不明顯。內孔第4段的半徑減小，葉輪質心位置降低，離心力減小，葉輪的應力降低。為降低葉輪的應力和徑向變形，應減小葉輪內孔第4段的半徑。

Fig. 10 Stress and deformation contrast diagram for adjusting the impeller hub radius

圖10 調整葉輪臍子半徑的應力及變形對比圖

圖11 調整葉輪內孔半徑的應力及變形對比圖

Fig. 11 Stress and deformation contrast diagram for adjusting impeller bore radius

選取5 組葉輪內孔第5 段的半徑，分別為9、10、11、12 和 13mm ，計算內孔不同半徑下的葉輪應力及變形。由圖 11（c）_～ 圖11（d）可知，隨著內孔半徑增大，《中國造紙》2025 年第 44 卷 第 5 期葉輪的應力呈下降趨勢；位移呈上升趨勢，但位移變化不明顯。內孔第5 段的半徑增大，葉輪質量減小，離心力減小，葉輪的應力降低。為降低葉輪的應力，應增大葉輪內孔第5段的半徑。

3. 7 優化結果分析

根據上述葉輪應力及變形對比圖曲線的斜率，分析結構參數的敏感性。葉輪后背根部倒圓半徑 R₁ 、葉輪盤厚 L₁ 和輪盤距電機配合處的距離 L₂ 對葉輪應力的敏感性高，影響較大。輪盤距電機距離 L₂ 、葉輪盤厚L_☉ 和密封齒角度 D_?1 對葉輪位移的敏感性高，影響較大。

根據上述葉輪應力圖及變形圖的變化趨勢，調整葉輪結構參數。表4 為優化前后葉輪結構參數對比，優化后的葉輪模型如圖12所示。由表4和圖12可知，相比于初始葉輪，優化后葉輪的輪盤厚度、輪盤與電機配合處的距離、葉輪密封齒角度、臍子半徑和內孔第4 段半徑減小，葉輪后背根部倒圓半徑和內孔第5段半徑增大。

優化后葉輪的應力云圖及計算結果如圖13和表5所示。由圖13和表5可知，相比于初始葉輪，優化后葉輪的最大等效應力由 350.91MPa 降低至 229.89MPa ，降低 34.5% ；最大徑向應力由 385.56MPa 降低至236.44MPa ，降低 38.7% ；最大周向應力由 232.75MPa 降低至 213.64MPa ，降低 8.2% 。優化后葉輪應力顯著降低，且計算安全裕度均滿足考核標準要求。

圖12 優化后葉輪模型

表4 優化前后葉輪結構參數對比

Table 4 Optimization before and after the impeller structure parameters contrast

圖13 優化后葉輪應力云圖

Fig. 13 Optimized impeller stress nephogram

Table 5 Optimized impeller stress and reserve coefficients

表5 優化后葉輪應力計算結果及儲備系數

圖14 優化后葉輪變形圖

Fig. 14 Optimized impeller deformation diagram

優化后葉輪的變形圖及計算結果如圖14和表6所示。相比于初始葉輪的變形，優化后葉輪的最大徑向變形由 0.123mm 降低至 0.103mm ，降低 16.3% ；最大軸向變形由 0.377mm 降低至 0.354mm ，降低 6.1% ；最小軸向變形絕對值由 0.238mm 降低至 0.213mm ，降低 10.5% 。優化后葉輪變形均減小，剛度增大，符合安裝要求。

表6 優化后葉輪位移計算結果

Table 6 Optimized impeller displacement calculation results

4 結 論

針對某磁懸浮空壓機葉輪在最高轉速下的靜強度不滿足設計準則的問題，運用有限元分析方法探究葉輪結構對整體應力和變形的影響。根據磁懸浮空壓機葉輪應力及變形的變化趨勢，調整葉輪結構，減小葉輪輪盤厚度、輪盤與電機配合處的距離、葉輪密封齒角度、臍子半徑和內孔第4段半徑，增大葉輪后背根部倒圓半徑和內孔第5段半徑。優化后葉輪的最大等效應力降低 34.6% ，最大徑向應力降低 38.7% ，最大周向應力降低 8.2% ，最大徑向變形降低 16.3% ，最大軸向變形降低 6.1% ，最小軸向變形降低 10.5% ，保證了優化后的葉輪強度，滿足材料要求，變形符合安裝要求，對磁懸浮空壓機葉輪結構設計具有良好的借鑒意義。

參 考 文 獻

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（責任編輯：宋佳翼）